JPWO2017077644A1 - 冷凍サイクル装置およびそれを備えたショーケース - Google Patents

Abstract

冷凍サイクル装置（１００）は、冷媒回路（１１０）と、制御装置（７０）とを備える。冷媒回路（１１０）は、圧縮機（１０）、凝縮器（２０）、膨張弁（３０）、および蒸発器（４０）を含み、冷媒を循環可能に構成される。制御装置（７０）は、膨張弁（３０）の開度を調整することによって、圧縮機（１０）から吐出される冷媒の温度を制御する。蒸発器（４０）は、冷媒の伝熱管（４０１）を含む。伝熱管（４０１）のうちの少なくとも一部は、蒸発器（４０）における空気の流れ方向の上流側から下流側に向かって冷媒が流れる並行流を形成するように構成される。

Description

本発明は冷凍サイクル装置およびそれを備えたショーケースに関し、より特定的には、圧縮機の吐出側における冷媒の温度が制御される冷凍サイクル装置およびそれを備えたショーケースに関する。

冷凍サイクル装置において、蒸発器の過熱度が目標値になるように膨張弁の開度が制御される過熱度制御が知られている。たとえば特開平２−１７３５８号公報（特許文献１）に開示された冷凍装置の過熱度制御装置は、冷媒の過熱度を検出する過熱度検出手段（具体的には蒸発器の入口側および出口側における冷媒の温度を検出する温度センサ）を備える。過熱度制御手段は、過熱度検出手段により検出された冷媒の過熱度と目標値との差が大きいほど、膨張弁の開度の変更量が大きくなるように膨張弁の開度を制御する。

過熱度制御においては、過熱度の目標値を適切に設定することにより（たとえば数Ｋ程度に設定することにより）、蒸発器の出口側における冷媒が飽和ガスに近い状態となる。つまり、蒸発器内の冷媒が気液二相状態となるので、空気と冷媒との間で高効率の熱交換が実現される。

特開平２−１７３５８号公報

従来、低温用の冷凍サイクル装置では一般にＲ４０４Ｃ等の冷媒が用いられていた。しかし、環境負荷の低減を目的として、現在ではこれらの冷媒の使用は禁止されている。そして、より環境負荷が低い冷媒（たとえばＲ４１０ＡまたはＲ３２等）を用いるための技術開発が進められている。

冷凍サイクル装置では、ガス冷媒が高圧縮比で圧縮されるように圧縮機を運転することが求められる。圧縮機における高圧縮比での断熱圧縮に伴い、ガス冷媒の温度は上昇する。低環境負荷の冷媒の多くは、従来の冷媒と比べて、圧縮機の吐出側における冷媒の温度（以下、「吐出温度」とも称する）が上昇しやすい特性を有する。そのため、過熱度制御が実行される冷凍サイクル装置において、たとえば低環境負荷の冷媒を用いた場合、冷媒の吐出温度が過度に上昇し得る。その結果、圧縮機の温度が許容範囲の上限値を上回ると、圧縮機に異常が生じる可能性がある。

この問題を解決するための対策の１つとして、膨張弁の開度を調整することによって、冷媒の吐出温度を目標値に制御する吐出温度制御を実行することが考えられる。吐出温度制御では、吐出温度の目標値を適切に設定することにより、吐出温度の過度の上昇を抑制することができる。よって、圧縮機の異常を防止することが可能になる。

その一方で、吐出温度制御は、冷媒の吐出温度を制御対象とするものであって、過熱度制御のように冷媒の過熱度を制御対象のパラメータとするものではない。そのため、過熱度が適切な値に維持されず、過熱度が過度に上昇してしまう可能性がある。

本発明は上記課題を解決するためになされたものであり、その目的は、吐出温度制御が実行される冷凍サイクル装置において、過熱度の過度の上昇を抑制可能な技術を提供することである。

本発明の他の目的は、吐出温度制御が実行される冷凍サイクル装置を備えたショーケースにおいて、過熱度の過度の上昇を抑制可能な技術を提供することである。

本発明のある局面に従う冷凍サイクル装置は、冷媒回路と、制御装置とを備える。冷媒回路は、圧縮機、凝縮器、膨張弁、および蒸発器を含み、冷媒を循環可能に構成される。制御装置は、膨張弁の開度を調整することによって、圧縮機から吐出される冷媒の温度を制御する。蒸発器は、冷媒の流路を含む。流路のうちの少なくとも一部は、蒸発器における空気の流れ方向の上流側から下流側に向かって冷媒が流れる並行流を形成するように構成される。

本発明によれば、蒸発器に含まれる流路が並行流を形成するように構成される。そのため、流路の出口側において、蒸発器内部を流通して冷却された後の空気と、冷媒との間で熱交換が行なわれることになる。さらに、熱交換の際に冷媒温度が空気温度を上回ることはない。したがって、流路が対向流を形成するように構成される場合（蒸発器における空気の流れ方向の下流側から上流側に向かって冷媒が流れる場合）と比べて、流路の出口側における冷媒温度が上昇しにくい。よって、冷媒の過熱度の過度の上昇を抑制することができる。

実施の形態１に係る冷凍サイクル装置を備えたショーケースの構成を概略的に示すブロック図である。 図１に示す冷凍サイクル装置の構成をより詳細に示すブロック図である。 吐出温度制御を説明するための制御装置の機能ブロック図である。 比較例に係る冷凍サイクル装置に含まれる蒸発器の構成を示す図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置に含まれる蒸発器を説明するための図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置に含まれる蒸発器を説明するための図である。 実施の形態３に係る冷凍サイクル装置に含まれる蒸発器を説明するための図である。 実施の形態３の変形例１に係る冷凍サイクル装置に含まれる蒸発器の構成を示す図である。 実施の形態３の変形例２に係る冷凍サイクル装置に含まれる蒸発器の構成を示す図である。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。なお、図中同一または相当部分には同一符号を付してその説明は繰り返さない。

以下においては、本発明に係る冷凍サイクル装置の一実施形態として、冷凍サイクル装置がショーケースに適用される構成を例に説明する。しかし、冷凍サイクル装置の用途は特に限定されるものではなく、冷凍サイクル装置がたとえば空気調和機に適用されてもよい。

［実施の形態１］
図１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置を備えたショーケースの構成を概略的に示すブロック図である。図１を参照して、ショーケース１は、たとえば食品等の商品を陳列するための容器である。ショーケース１は、冷凍サイクル装置１００と、ケース本体２００と、冷却用送風機３００とを備える。冷凍サイクル装置１００の構成については図２および図３にて詳細に説明する。

ケース本体２００は、商品（物品）を出し入れするための開口２１０を有し、商品を収容する。冷却用送風機３００は、ケース本体２００に設けられた開口２１０を覆うように冷気を送る。これにより、エアカーテンＣＵＲが形成される。エアカーテンＣＵＲによって、冷凍サイクル装置１００により冷却された空気が開口２１０からケース本体２００外部に漏れ出すことが抑制される。

図２は、図１に示す冷凍サイクル装置１００の構成をより詳細に示すブロック図である。図２を参照して、冷凍サイクル装置１００は、冷媒回路１１０と、送風機５２，５４と、制御装置７０とを備える。冷媒回路１１０は、圧縮機１０と、凝縮器２０と、膨張弁３０と、蒸発器４０と、配管６０とを含む。

冷媒回路１１０には冷媒が封入されている。本実施の形態では、低環境負荷のＨＦＣ（Hydrofluoro Carbon）冷媒が採用される。ＨＦＣ冷媒の例としては、たとえばＲ３２、Ｒ１３４ａ、Ｒ４０７ＣおよびＲ４１０Ａが挙げられる。

圧縮機１０は、たとえばインバータ（図示せず）によって駆動される容量可変型の圧縮機である。圧縮されて高温高圧となったガス冷媒は、凝縮器２０に流入する。

凝縮器２０は、たとえば伝熱管および放熱フィン（図示せず）を含んで構成された熱交換器である。凝縮器２０には送風機５２が設けられている。凝縮器２０において、ガス冷媒は、周囲の外気に放熱することにより凝縮して液冷媒となる。

膨張弁３０は、たとえばステッピングモータ（図示せず）により開度が制御可能な絞り弁（電子膨張弁）である。膨張弁３０は冷媒の流量を調整するためにも用いられる。また、膨張弁３０は、凝縮器２０により凝縮された高圧の液冷媒を膨張させることにより、液冷媒を減圧する。この液冷媒は、気液二相状態となり、蒸発器４０に流入する。

蒸発器４０は、凝縮器２０と同様に、伝熱管４０１および放熱フィン４０２（図５参照）を含んで構成された熱交換器である。蒸発器４０には送風機５４が設けられている。蒸発器４０において、空気は冷媒によって冷却される。一方、冷媒は気液二相状態から低圧のガス状態となる。その後、ガス冷媒は圧縮機１０に戻り、圧縮機１０により再び圧縮されて吐出される。このように冷媒が冷媒回路を循環することにより、冷凍サイクルが形成されている。

冷凍サイクル装置１００は、吐出温度センサ８１と、凝縮温度センサ８２と、蒸発温度センサ８４とをさらに備える。吐出温度センサ８１は、圧縮機１０の吐出側に設けられ、圧縮機１０から吐出される冷媒の温度（吐出温度）Ｔｄを検出する。凝縮温度センサ８２は、凝縮器２０に設けられ、凝縮器２０における冷媒の温度（凝縮温度）を検出する。蒸発温度センサ８４は、蒸発器４０に設けられ、蒸発器４０における冷媒の温度（蒸発温度）を検出する。各センサは、その検出結果を示す信号を制御装置７０に出力する。

制御装置７０は、いずれも図示しないが、ＣＰＵ（Central Processing Unit）と、ＲＡＭ（Random Access Memory）およびＲＯＭ（Read Only Memory）などのメモリと、入出力インターフェイスとを含んで構成される。制御装置７０は、上述の各センサからの検出信号に基づいて、予めＲＯＭなどに格納されたプログラムをＣＰＵがＲＡＭに読み出して実行することによって各機器を制御する。より具体的に、制御装置７０は、各センサからの検出信号に基づいて、膨張弁３０の開度を制御することによって、冷媒の吐出温度を目標値に制御する吐出温度制御を実行する。以下、本実施の形態における吐出温度制御について、より詳細に説明する。

図３は、吐出温度制御を説明するための制御装置７０の機能ブロック図である。図３に示される各機能ブロックは、当該ブロックに相当する機能を有する電気回路等のハードウェア処理により実現してもよいし、予め設定されたプログラムに従うソフトウェア処理により実現してもよい。

図２および図３を参照して、制御装置７０は、高圧算出部７１と、低圧算出部７２と、吸入温度算出部７３と、記憶部７４と、目標値算出部７５と、調整部７６とを含む。

高圧算出部７１は、凝縮温度センサ８２により検出された冷媒の凝縮温度に基づいて、圧縮機１０から吐出された冷媒の圧力（高圧）Ｐｄを算出する。高圧算出部７１は、算出された高圧Ｐｄを目標値算出部７５に出力する。

低圧算出部７２は、蒸発温度センサ８４により検出された冷媒の蒸発温度に基づいて、圧縮機１０へと吸入される冷媒の圧力（低圧）Ｐｓを算出する。低圧算出部７２は、算出された低圧Ｐｓを目標値算出部７５に出力する。

吸入温度算出部７３は、蒸発温度センサ８４により検出された冷媒の蒸発温度に基づいて、圧縮機１０に吸入される冷媒の温度（吸入温度）Ｔｓを算出する。吸入温度算出部７３は、算出された吸入温度Ｔｓを目標値算出部７５に出力する。

記憶部７４には、圧縮機１０の性能および冷媒の種類に応じた定数であるｎが記憶されている。記憶部７４は、定数ｎを目標値算出部７５に出力する。

目標値算出部７５は、高圧Ｐｄ、低圧Ｐｓ、吸入温度Ｔｓおよび定数ｎを用いて、下記式（１）に従い冷媒の吐出温度Ｔｄの目標値Ｔｄ＊を算出する。算出された目標値Ｔｄ＊は、調整部７６に出力される。なお、式（１）は、圧縮機１０の圧縮過程を準静的過程（ポリトロープ過程）と近似することにより導出されるものである。

調整部７６は、吐出温度センサ８１により検出された吐出温度Ｔｄが、目標値算出部７５により算出された吐出温度Ｔｄの目標値Ｔｄ＊に制御されるように膨張弁３０の開度を調整する。これにより、吐出温度Ｔｄの過度の上昇を抑制することができるので、圧縮機１０の異常を防止することが可能になる。

さらに、吸入温度算出部７３は、冷媒の吸入温度Ｔｓとして、蒸発器４０における冷媒の飽和温度を用いることが望ましい。言い換えると、圧縮機１０の吸入側における冷媒が飽和液と飽和ガスとが共存する湿り蒸気の状態（乾き度ｘが１の状態）となるように、吐出温度Ｔｄの目標値Ｔｄ＊を定めることが望ましい。これにより、蒸発器４０内部の冷媒が気液二相状態となるので、乾き度ｘが１未満に設定される場合と比べて、空気から冷媒への熱伝達率が高くなる。その結果、蒸発器４０において空気と冷媒との間で高効率の熱交換を実現することができる。

続いて、蒸発器４０の構成を説明する。ここでは、本実施の形態における蒸発器４０の特徴の理解を容易にするために、比較例に係る冷凍サイクル装置に含まれる蒸発器の構成についてまず説明する。なお、比較例に係る冷凍サイクル装置における蒸発器以外の構成は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００（図２参照）の対応する構成と同等である。

図４は、比較例に係る冷凍サイクル装置に含まれる蒸発器を説明するための図である。図４（Ａ）は、比較例に係る冷凍サイクル装置に含まれる蒸発器９０の構成を示す。図４（Ａ）を参照して、蒸発器９０は、冷媒が流れる流路である伝熱管９０１と、冷媒の熱を放熱するための複数の放熱フィン９０２とを含んで構成される。

複数の放熱フィン９０２の各々は、図中ＸＺ面内に延在する平板状の形状を有する。複数の放熱フィン９０２の各々は、Ｙ方向に互いに所定の間隔を空けて配置されている。

伝熱管９０１は、複数の放熱フィン９０２を貫通する方向（Ｙ方向）に延在する。つまり、冷媒は伝熱管９０１内部を正のＹ方向または負のＹ方向に流れる。ただし、図４では伝熱管９０１の断面のみが示されている。蒸発器９０全体として見たときの冷媒の流れを模式的に矢印ＲＥＦで示す。送風機５４（図２参照）により蒸発器９０に送られる空気を矢印ＡＩＲで示す。

蒸発器９０は、冷媒の流れ方向（負のＸ方向）が空気の流れ方向（正のＸ方向）に対して逆方向をなす対向流熱交換器である。つまり、伝熱管９０１は、空気の流れ方向の下流側から上流側に向かって冷媒が流れるように構成されている。

図４（Ｂ）は、蒸発器９０における空気温度と冷媒温度との関係を説明するための図である。図４（Ｂ）ならびに後述する図５（Ｂ）および図６（Ｂ）において、横軸は伝熱管９０１（４０１，４１１）の経路に沿う位置を表す。蒸発器９０に設けられた伝熱管９０１に関し、最上流の位置をＵＰと記載し、最下流の位置をＤＷと記載する。縦軸は温度を表す。曲線Ａ９１はある条件下における空気温度を示す。曲線Ｒ９１は同一条件下における冷媒温度を示す。

図４（Ａ）および図４（Ｂ）を参照して、冷媒は蒸発器９０に気液二相状態で流入する。そのため、空気と冷媒との間の熱交換によって一部の冷媒がガス化しても冷媒温度はほとんど変化しない。よって、最上流ＵＰから経路途中の位置であるＭＤまでの冷媒温度は、ほぼ一定である。経路途中ＭＤにおいて、冷媒は、ガス状態（乾き度ｘが１の状態）となる。経路途中ＭＤよりも冷媒の下流側では、すべての冷媒は過熱ガスの状態である。よって、経路途中ＭＤから最下流ＤＷまでの冷媒温度は、下流側に行くに従って高くなる。

図４（Ｂ）に示されるように、対向流熱交換器である蒸発器９０では、伝熱管９０１の経路上のすべての位置において、空気温度と冷媒温度との差がある程度確保された状態で熱交換が行なわれる。したがって、高い熱交換効率を実現することができる。

ここで、蒸発器９０への空気の吸入温度が上昇した場合の空気温度および冷媒温度の変化について説明する。この場合の空気温度を曲線Ａ９２で示し、冷媒温度を曲線Ｒ９２で示す。

蒸発器９０への吸入温度が上昇すると、吸入温度の上昇前と比べて、冷媒の最下流ＤＷにおける空気温度が大きく上昇する。そうすると、冷媒の最下流ＤＷにおける空気温度と冷媒温度との温度差が大きくなるので、冷媒温度の上昇量も大きくなり得る。冷媒温度の上昇に伴い過熱度も上昇し得る。吐出温度制御が実行される場合、図３にて詳細に説明したように冷媒の吐出温度Ｔｄが目標値に制御される。しかし、吐出温度制御は、過熱度制御のように冷媒の過熱度を直接的な制御対象のパラメータとするものでない。そのため、過熱度が適切な値に維持されず、過熱度が過度に上昇してしまう可能性がある。その結果、吸入温度の上昇前と比べて、伝熱管９０１を流れる冷媒の気液二相状態の割合が減少し、熱交換効率が低下する可能性がある。

そこで、本実施の形態によれば、吐出温度制御が実行される冷凍サイクル装置において、以下に詳細に説明するように、並行流熱交換器が蒸発器４０の少なくとも一部として採用される。

図５は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００に含まれる蒸発器４０を説明するための図である。図５（Ａ）は蒸発器４０の構成を示す。図５（Ａ）を参照して、蒸発器４０は、伝熱管４０１と、放熱フィン４０２とを含んで構成される。

蒸発器４０は、冷媒の流れ方向（正のＸ方向）が空気の流れ方向（正のＸ方向）に対して順方向をなす並行流熱交換器である。つまり、伝熱管４０１は、空気の流れ方向の上流側から下流側に向かって冷媒が流れるように構成されている。

図５（Ｂ）は、蒸発器４０における空気温度と冷媒温度との関係を説明するための図である。ある条件下における空気温度を曲線Ａ１で示し、冷媒温度を曲線Ｒ１で示す。また、蒸発器４０への空気の吸入温度が上昇した場合に、温度上昇後の空気温度を曲線Ａ２で示し、温度上昇後の冷媒温度を曲線Ｒ２で示す。

図５（Ａ）および図５（Ｂ）を参照して、実施の形態１においては、蒸発器４０への空気の吸入温度は、冷媒の最上流ＵＰにおける空気温度となる。つまり、冷媒の最下流ＤＷでは、蒸発器４０内部を流れて冷却された後の空気と、冷媒との間で熱交換が行なわれることになる。比較例と比べて、冷媒の最下流ＤＷにおいて、空気温度と冷媒温度との温度差が小さいので、冷媒温度の上昇量も小さくなる。さらに、熱交換の際に冷媒温度が空気温度を上回ることはない。よって、冷媒の過熱度の過度の上昇を抑制することができる。

また、吐出温度制御では、吐出温度センサ８１による冷媒の吐出温度Ｔｄの検出結果に応じて、膨張弁３０の開度のフィードバック制御が実行される。一般に、吐出温度センサ８１は配管６０（図２参照）の外部に設けられる。そのため、吐出温度Ｔｄの上昇が開始した場合に、その温度上昇が吐出温度センサ８１によって検出されるまでには、配管６０の熱容量に起因する遅延時間が発生し得る。あるいは、圧縮機１０の起動時などに吐出温度Ｔｄがステップ的に上昇すると、フィードバックループの遅れにより、目標値に追従するように吐出温度を制御できない可能性がある。このような場合には、吐出温度制御を実行しているものの、吐出温度Ｔｄが過度に上昇し得る。

これに対し、実施の形態１においては、並行流熱交換器を蒸発器４０として採用することにより、比較例と比べて、冷媒の最下流ＤＷにおける冷媒温度が上昇しにくくなる。つまり、圧縮機１０に流入する冷媒温度が上昇しにくくなるので、吐出温度Ｔｄの過度の上昇が抑制される。よって、圧縮機１０の異常を一層確実に防止することが可能になる。

ＨＦＣ冷媒の多くは、従来の冷媒（Ｒ４０４Ｃ等）と比べて、吐出温度Ｔｄが上昇しやすい特性を有する。しかし、実施の形態１によれば、吐出温度Ｔｄの過度の上昇を抑制することができるので、より好適にＨＦＣ冷媒を採用することが可能になる。このように、実施の形態１によれば、圧縮機１０の異常を防止しつつ、低環境負荷の冷凍サイクル装置を実現することができる。

また、図１にて説明したように、ショーケース１においては、冷凍サイクル装置１００により冷やされた空気がエアカーテンＣＵＲによりケース本体２００内部に閉じ込められる。一般に、冷却能力が同等の装置においては、エアカーテンが形成される場合に蒸発器を流れる空気の量（風量）は、エアカーテンが形成されない場合の風量よりも小さくてよい。その一方で、風量が小さいと、蒸発器への空気の吸入温度が上昇しやすい。そのため、ショーケースに対向流熱交換器を蒸発器として採用すると、図４（Ｂ）にて説明したように過熱度の過度の上昇が起こりやすくなる。したがって、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００をショーケースに適用することは特に有効である。

［実施の形態２］
実施の形態２では、並行流熱交換器に含まれる伝熱管の配置を変更することにより、過熱度の過度の上昇をより効果的に抑制可能な構成について説明する。なお、実施の形態２および後述する実施の形態３に係る冷凍サイクル装置における蒸発器以外の構成は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００（図２参照）の対応する構成と同等であるため、詳細な説明は繰り返さない。

図６は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置に含まれる蒸発器の構成を説明するための図である。図６（Ａ）は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置に含まれる蒸発器の構成を示す。図６（Ａ）を参照して、蒸発器４１は、実施の形態１に係る蒸発器４０（図５（Ａ）参照）と同様に並行流熱交換器であり、伝熱管４１１と、放熱フィン４１２とを含む。

蒸発器４１において、伝熱管４１１は、空気の流れ方向に沿う方向（Ｘ方向）に配置された複数の流路列ＲＯＷを形成する。さらに、伝熱管４１１は、空気の流れ方向に交わる方向（Ｚ方向）に配置された複数の流路段ＣＬＭを形成する。以下、複数の流路列ＲＯＷの数を伝熱管４１１の「列数」とも称し、複数の流路段ＣＬＭの数を伝熱管４１１の「段数」とも称する。図６（Ａ）に示す例において、列数は７であり、段数は３である。すなわち、列数は段数よりも大きい。

なお、実施の形態１として図５（Ａ）に示した例では、列数は３であり、段数は７である。すなわち、実施の形態１では列数は段数よりも小さい。

図６（Ｂ）は、蒸発器４１における空気温度と冷媒温度との関係を説明するための図である。図６（Ａ）および図６（Ｂ）を参照して、実施の形態２では列数が段数よりも大きいので、実施の形態１と比べて、蒸発器４１の内部における空気の流路長が長い。これにより、蒸発器４１に吸入された空気が十分に冷却されるため、実施の形態１と比べて、空気温度の低下量が大きくなる。よって、冷媒の最下流ＤＷにおいて、空気温度と冷媒温度との温度差が小さくなるので、冷媒温度が低くなる。したがって、実施の形態２によれば、過熱度の過度の上昇を一層効果的に抑制することができる。

［実施の形態３］
実施の形態１，２では、蒸発器に含まれる伝熱管全体が並行流を形成する構成を例に説明した。実施の形態３では伝熱管の一部のみが並行流を形成する構成について説明する。

図７は、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置に含まれる蒸発器の構成を示す図である。図７を参照して、蒸発器４２は、熱交換部４２Ａ，４２Ｂを含む。熱交換部４２Ａは対向流熱交換器であり、熱交換部４２Ｂは並行流熱交換器である。

熱交換部４２Ｂは、熱交換部４２Ａよりも空気の流れの下流側、かつ冷媒の流れの下流側に設けられている。これにより、実施の形態１，２と同様に、空気の流れの最下流の位置と、冷媒の流れの最下流の位置とが一致することになる。したがって、冷媒の最下流における冷媒温度の上昇が抑制される。よって、過熱度の過度の上昇を抑制することができる。

さらに、一般に、対向流熱交換器の熱交換効率は、並行流熱交換器の熱交換効率よりも高い。そのため、蒸発器４２の熱交換効率は、全体が並行流熱交換器である蒸発器４１（図６（Ａ）参照）の熱交換効率よりも高い。以上のように、実施の形態３によれば、過熱度の過度の上昇を抑制しつつ、比較的高い熱交換効率を実現することが可能になる。

［実施の形態３の変形例１］
実施の形態３の変形例１，２では、蒸発器の伝熱管の形状を変更することによって、冷凍サイクル装置の電力消費量を低減するための構成について説明する。

図８は、実施の形態３の変形例１に係る冷凍サイクル装置に含まれる蒸発器の構成を示す図である。図８を参照して、蒸発器４３は、熱交換部４３Ａ，４３Ｂを含む。実施の形態３における蒸発器４２（図７参照）と同様に、熱交換部４３Ａは対向流熱交換器であり、熱交換部４３Ｂは並行流熱交換器である。熱交換部４３Ａは伝熱管４３１Ａを含む。熱交換部４３Ｂは伝熱管４３１Ｂを含む。

蒸発器４３内部において、冷媒は主に気液二相状態である。冷媒の流れの上流側では、液相の割合が気相の割合よりも高い。冷媒の流れの下流側に行くに従って気相の割合が徐々に上昇する。気相の割合が上昇するに従い、冷媒の密度が小さくなるので、冷媒の流速が速くなる。冷媒の流速が速いほど、伝熱管４３１Ａ，４３１Ｂ内部での圧力損失（主に摩擦抵抗による損失）が大きくなる。このように、圧力損失は、冷媒の流れの上流側よりも下流側の方が大きくなる。熱交換部４３Ｂは、熱交換部４３Ａよりも冷媒の流れの下流側に設けられている。このため、熱交換部４３Ｂにおける圧力損失が相対的に大きくなりやすい。

変形例１においては、熱交換部４３Ｂに含まれる伝熱管４３１Ｂの内径が、熱交換部４３Ａに含まれる伝熱管４３１Ａの内径よりも大きい。すなわち、伝熱管４３１Ｂの流路の断面積は、伝熱管４３１Ｂの流路の断面積よりも大きい。そのため、冷媒の流量が等しい場合に、実施の形態３における蒸発器４２と変形例１における蒸発器４３とを比較すると、熱交換部４３Ｂを流れる冷媒の流速は、熱交換部４２Ｂを流れる冷媒の流速よりも遅くなる。これにより、並行流熱交換器における圧力損失が低減される。よって、冷凍サイクル装置の電力消費量を削減することができる。

［実施の形態の変形例２］
図９は、実施の形態３の変形例２に係る冷凍サイクル装置に含まれる蒸発器の構成を示す図である。図９を参照して、蒸発器４４は、熱交換部４４Ａ，４４Ｂを含む。熱交換部４４Ａは対向流熱交換器であり、熱交換部４４Ｂは並行流熱交換器である。熱交換部４４Ａは伝熱管４４１Ａを含む。熱交換部４４Ｂは伝熱管４４１Ｂを含む。

熱交換部４４Ａにおいて、伝熱管４４１Ｂは分岐しておらず、１本の流路として形成されている。これに対し、熱交換部４４Ｂにおいて、伝熱管４４１Ｂは分岐しており、複数（図９では２本）の流路が形成されている。２本の流路は、熱交換部４４Ｂの下流側において再び合流している。

このように、変形例２においては、伝熱管４４１Ｂの分岐数は、伝熱管４４１Ａの分岐数よりも大きい。そのため、変形例１と同様に、冷媒の流量が等しい場合に、熱交換部４４Ｂを流れる冷媒の流速は、熱交換部４２Ｂを流れる冷媒の流速よりも遅くなる。これにより、並行流熱交換器における圧力損失が低減される。よって、冷凍サイクル装置の電力消費量を削減することができる。

なお、実施の形態３の変形例１と変形例２とを組み合わせることも可能である。すなわち、対向流熱交換器内の伝熱管と比較して、並行流熱交換器内の伝熱管の流路の断面積が大きく、かつ分岐が多い構成を採用してもよい。この場合には、いずれか一方のみが採用される構成と比べて、圧力損失のさらなる低減が図られるため、電力消費量を一層削減することができる。

また、実施の形態１〜３では、冷媒の流路として伝熱管が採用される構成を例に説明したが、本発明は、プレート式熱交換器を蒸発器として含む構成にも適用可能である。プレート式熱交換器においては、複数のプレートが、空気の流れ方向に交わる方向（一般に直交方向）に所定の間隔で配列される。この場合、列数は、複数のプレートの各々の長さ（空気の流れ方向に沿う方向の長さ）に相当する。一方、段数は、複数のプレートの配列方向の幅（複数のプレート間の間隔の和）に相当する。

今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は、上記した説明ではなく、請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。

１ ショーケース、１０ 圧縮機、２０ 凝縮器、３０ 膨張弁、４０〜４４，９０ 蒸発器、４２Ａ，４２Ｂ，４３Ａ，４３Ｂ，４４Ａ，４４Ｂ 熱交換部、５２，５４ 送風機、６０ 配管、７０ 制御装置、７１ 高圧圧力算出部、７２ 低圧圧力算出部、７３ 飽和温度算出部、７４ 記憶部、７５ 目標値算出部、７６ 制御部、８１ 吐出温度センサ、８２ 凝縮温度センサ、８４ 蒸発温度センサ、１００ 冷凍サイクル装置、１１０ 冷媒回路、２００ ケース本体、２１０ 開口、３００ 冷却用送風機、４０１，４１１，４３１Ａ，４３１Ｂ，４４１Ａ，４４１Ｂ，９０１ 伝熱管、４０２，４１２，９０２ 放熱フィン。

Claims (7)

1. 圧縮機、凝縮器、膨張弁、および蒸発器を含み、冷媒を循環可能に構成された冷媒回路と、
   前記膨張弁の開度を調整することによって、前記圧縮機から吐出される前記冷媒の温度を制御する制御装置とを備え、
   前記蒸発器は、前記冷媒の流路を含み、
   前記流路のうちの少なくとも一部は、前記蒸発器における空気の流れ方向の上流側から下流側に向かって前記冷媒が流れる並行流を形成するように構成される、冷凍サイクル装置。
2. 前記流路は、
   前記流れ方向に沿う方向に配置された複数の流路列と、
   前記流れ方向に交わる方向に配置された複数の流路段とを形成し、
   前記複数の流路列の数は、前記複数の流路段の数よりも大きい、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記流路のうちの他の一部は、前記流れ方向の下流側から上流側に向かって前記冷媒が流れる対向流を形成するように構成され、
   前記並行流を形成する流路は、前記対向流を形成する流路と比べて、前記流れ方向の下流側、かつ、前記蒸発器を流れる前記冷媒の下流側に設けられる、請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記並行流を形成するように構成される流路の断面積は、前記対向流を形成するように構成される流路の断面積よりも大きい、請求項３に記載の冷凍サイクル。
5. 前記並行流を形成するように構成される流路の分岐数は、前記対向流を形成するように構成される流路の分岐数よりも大きい、請求項３に記載の冷凍サイクル。
6. 前記冷媒は、ＨＦＣ（Hydrofluoro Carbon）冷媒を含む、請求項１〜５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
7. 請求項１〜６のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置と、
   開口を有し、前記冷凍サイクル装置により冷却される物品を収容するケース本体と、
   前記開口にエアカーテンが形成されるように空気を送る送風機とを備える、ショーケース。

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